輪胎/路面噪聲的結(jié)構(gòu)傳遞路徑分析

余雄鷹，閔福江，文 偉，趙立峰，劉 勇

(1.長(zhǎng)安汽車工程研究總院，重慶 401120;2.汽車噪聲振動(dòng)和安全技術(shù)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，重慶 401120)

前言

汽車的車內(nèi)外噪聲對(duì)車輛的舒適性和產(chǎn)品的認(rèn)同度產(chǎn)生重大影響。多年來，研究人員把發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系統(tǒng)噪聲作為研究重點(diǎn)，且取得了良好的效果。隨著動(dòng)力系統(tǒng)噪聲的降低，輪胎/路面噪聲和風(fēng)噪等其他噪聲成為研究重點(diǎn)［1－2］。

輪胎/路面噪聲可按照噪聲頻率分為0－100Hz低頻段噪聲和100Hz以上的高頻段噪聲。低頻段噪聲容易引起乘員乘坐時(shí)的不舒適感。嚴(yán)重時(shí)甚至?xí)鸪藛T惡心和嘔吐等現(xiàn)象。

目前各國(guó)都非常重視交通噪聲污染問題，紛紛采用聲屏障和低噪聲路面等手段降低噪聲污染。文獻(xiàn)［3］中對(duì)輪胎胎面(包含輪胎接地前邊緣和后邊緣)與胎側(cè)振動(dòng)特性的差異進(jìn)行研究，并提出預(yù)測(cè)胎面振動(dòng)水平的方法;文獻(xiàn)［4］和文獻(xiàn)［5］中對(duì)輪胎花紋噪聲的優(yōu)化方法進(jìn)行了研究。而從車體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方面對(duì)輪胎/路面噪聲進(jìn)行控制的文獻(xiàn)較少。傳遞路徑分析(transfer path analysis，TPA)是一種以試驗(yàn)為基礎(chǔ)的方法，可讓NVH工程師找出影響振動(dòng)和噪聲的關(guān)鍵路徑，從而有的放矢地改進(jìn)設(shè)計(jì)。該項(xiàng)技術(shù)在國(guó)外已有較為成熟的應(yīng)用［3－5］，國(guó)內(nèi)的相關(guān)研究與應(yīng)用多集中于動(dòng)力總成和相關(guān)隔振系統(tǒng)等方面［6］，輪胎/路面噪聲問題則鮮有涉及。

本文中主要針對(duì)低頻段噪聲，對(duì)輪胎、懸架及其與車身連接點(diǎn)等路徑進(jìn)行傳遞路徑分析，確定從各路徑傳遞的激勵(lì)能量在總能量中所占的比重，找出對(duì)車內(nèi)噪聲起主導(dǎo)作用的零部件，并進(jìn)行改進(jìn)，以降低車內(nèi)噪聲;同時(shí)為乘用車輪胎/路面噪聲研究提供一種思路。

1 傳遞路徑分析基本理論

在線性系統(tǒng)的假設(shè)基礎(chǔ)上，系統(tǒng)總響應(yīng)可以表示為各傳遞路徑貢獻(xiàn)量的線性疊加［7］:

式中:Pk為乘員位置k處的總聲壓;Pijk為傳遞路徑i在j方向?qū)Τ藛T位置k總聲壓的部分貢獻(xiàn)。

式中:Hijk為傳遞路徑i在j方向到乘員位置k的傳遞函數(shù);Fij為傳遞路徑i在j方向的耦合激勵(lì)力。

傳遞路徑分析中，首先根據(jù)不同性質(zhì)的問題，明確所需分析的耦合點(diǎn)(激勵(lì)點(diǎn))，然后估計(jì)各耦合激勵(lì)力和傳遞函數(shù)。

1.1 耦合激勵(lì)力的測(cè)量方法

結(jié)構(gòu)聲傳遞路徑分析的耦合激勵(lì)力的獲取方法主要有直接測(cè)量法、動(dòng)態(tài)復(fù)剛度法、激勵(lì)點(diǎn)反演法和矩陣求逆法4種［8－10］。由于前3種在實(shí)際使用中所受的約束條件較多，因此本文中主要介紹矩陣求逆法。

對(duì)于線性系統(tǒng)，當(dāng)有激勵(lì)力 F1，F(xiàn)2，…，F(xiàn)N時(shí)，存在響應(yīng)X1，X2，…，XM，由系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)方程可得到耦合激勵(lì)力的估計(jì)式為

簡(jiǎn)寫為

式中:{FN}為耦合激勵(lì)力向量;{XM}為響應(yīng)點(diǎn)上的工作響應(yīng)向量，稱 X1，X2，…，XM為參考自由度;HMN=XM/FN為由輸入{FN}到響應(yīng){XM}的傳遞函數(shù)。

為抑制噪聲，并使估計(jì)出的耦合激勵(lì)力更加精確，應(yīng)使參考自由度數(shù)M不小于耦合激勵(lì)力數(shù)N(傳遞路徑數(shù))。在使用矩陣求逆法時(shí)還應(yīng)注意:參考自由度須取在被動(dòng)方，盡量分布在耦合點(diǎn)附近;測(cè)量頻響函數(shù)HMN時(shí)，主動(dòng)方應(yīng)在各耦合點(diǎn)處與被動(dòng)方解耦并從耦合點(diǎn)移走，以消除激勵(lì)源之間相互耦合的影響。

1.2 傳遞函數(shù)的測(cè)量

與激勵(lì)力相對(duì)應(yīng)的傳遞函數(shù)很容易通過試驗(yàn)測(cè)量得到，也可以通過數(shù)值或解析計(jì)算得到。通過試驗(yàn)測(cè)量傳遞函數(shù)需要解耦，在耦合點(diǎn)用力錘或者激振器激勵(lì)，測(cè)量系統(tǒng)目標(biāo)點(diǎn)的響應(yīng)。另外一種測(cè)量方法是利用線性系統(tǒng)的互易性原理，在目標(biāo)點(diǎn)激勵(lì)，然后測(cè)量耦合點(diǎn)的響應(yīng)。例如，利用互易性原理測(cè)量車身聲壓-力傳遞函數(shù)，可在人耳處放置空間無指向聲源作體積速度激勵(lì)，然后測(cè)量車身和底盤耦合點(diǎn)的加速度響應(yīng)。

2 路面和底盤振動(dòng)噪聲傳遞路徑的分析

2.1 傳遞路徑分析

根據(jù)傳遞路徑的不同，路面和底盤振動(dòng)噪聲通常被分為空氣傳遞噪聲和結(jié)構(gòu)傳遞噪聲兩種［11－12］，圖1為其傳遞系統(tǒng)圖。

空氣噪聲傳遞路徑主要考慮兩個(gè)方面:一是空氣噪聲的大小，路面空氣噪聲主要為輪胎與地面摩擦產(chǎn)生的輻射噪聲。二是整車隔吸聲性能是否滿足設(shè)計(jì)要求。

結(jié)構(gòu)噪聲傳遞路徑主要考慮3個(gè)方面:輪胎/車輪對(duì)路面激勵(lì)力的傳遞函數(shù)、懸架系統(tǒng)對(duì)路面激勵(lì)力的衰減與傳遞特性和底盤懸架系統(tǒng)與車身連接點(diǎn)動(dòng)剛度及車身聲學(xué)振動(dòng)特性［13－14］。

2.2 模型結(jié)構(gòu)

路面和底盤振動(dòng)噪聲的結(jié)構(gòu)傳遞路徑多且較復(fù)雜，在建模過程中應(yīng)結(jié)合實(shí)際情況進(jìn)行適當(dāng)簡(jiǎn)化。

從圖2可以看出，輪胎/路面噪聲的傳遞路徑非常多，如果對(duì)每一條路徑都進(jìn)行測(cè)試，要花費(fèi)大量的人力、物力、財(cái)力和時(shí)間。因此，在實(shí)際應(yīng)用中，應(yīng)先進(jìn)行零部件(車身、輪胎、懸架和副車架等)模態(tài)測(cè)試、聲腔模態(tài)分析和主貢獻(xiàn)量分析等試驗(yàn)，縮小傳遞路徑診斷的范圍，以提高工作效率。

3 實(shí)例分析

某款轎車(前懸架為獨(dú)立懸架，后懸架為扭梁式懸架)主觀駕評(píng)過程中，發(fā)現(xiàn)當(dāng)車輛以50km/h的速度行駛于水泥粗糙路面時(shí)，車內(nèi)產(chǎn)生嚴(yán)重的“隆隆聲”(以后排最為明顯)，嚴(yán)重影響乘坐舒適性。下面應(yīng)用傳遞路徑分析方法對(duì)該款轎車輪胎/路面噪聲進(jìn)行研究。

3.1 結(jié)構(gòu)傳遞路徑分析

由于主觀評(píng)價(jià)認(rèn)為后排“隆隆聲”比前排明顯，所以初步斷定“隆隆聲”從后輪傳遞到車內(nèi)。為進(jìn)一步確認(rèn)噪聲傳遞路徑，對(duì)前后車輪運(yùn)用主貢獻(xiàn)量分析技術(shù)確認(rèn)前后車輪對(duì)后排噪聲的貢獻(xiàn)量，結(jié)果如圖3所示。

從圖3可以看出，該車輪胎/路面噪聲主要是后車輪振動(dòng)與噪聲的貢獻(xiàn)，且主要問題頻率為50Hz。因此可將該車輪胎/路面噪聲的傳遞路徑進(jìn)行簡(jiǎn)化，如圖4所示。

圖4表明，輪胎/路面噪聲通過左后懸架彈簧、左后減振器、右后懸架彈簧和右后減振器與車身的連接點(diǎn)以及后橋左、右側(cè)與車身的連接點(diǎn)等6條路徑傳遞到車內(nèi)。因此，可將上述車身側(cè)6個(gè)連接點(diǎn)定義為后排“隆隆聲”的激勵(lì)點(diǎn)，每個(gè)激勵(lì)只考慮x，y，z 3個(gè)平動(dòng)自由度而忽略3個(gè)旋轉(zhuǎn)自由度，則共有6×3=18條傳遞路徑。

由式(1)和式(2)可知，車內(nèi)噪聲可表示為

式中:Hij為第 i條傳遞路徑在 j方向(x，y，z 3個(gè)方向)的聲-振傳遞函數(shù)，可通過試驗(yàn)直接測(cè)出;Fij為第i條傳遞路徑在j方向的耦合激勵(lì)力，可表示為

大學(xué)生作為一種特殊的群體，在生活費(fèi)基本源自家庭的情況下，卻有著較強(qiáng)的消費(fèi)欲望，他們往往不夠成熟，缺乏一定的分辨能力，容易盲目消費(fèi)．此外，其做事情時(shí)風(fēng)險(xiǎn)意識(shí)較低，不考慮貸款后還款的代價(jià)，往往是那種“花明天的錢，圓今天的夢(mèng)”的簡(jiǎn)單思維．

式中:H1，1，H1，2，…，H18，18為輸入力 Fi到響應(yīng) Xi的傳遞函數(shù);X1，X2，…，X18為實(shí)際工況下各參考自由度的響應(yīng)。

3.2 傳遞路徑試驗(yàn)

試驗(yàn)在整車半消聲室內(nèi)分兩步進(jìn)行。

(1)將樣車置于消聲室轉(zhuǎn)鼓上，變速器掛空擋(樣車為手動(dòng)擋變速器)，由轉(zhuǎn)鼓拖動(dòng)后輪轉(zhuǎn)動(dòng)，測(cè)試50km/h勻速工況下各參考自由度的加速度和車內(nèi)目標(biāo)點(diǎn)聲壓。

(2)測(cè)量各傳遞路徑到目標(biāo)點(diǎn)的聲-振傳遞函數(shù)和各傳遞路徑激勵(lì)力到各參考自由度加速度響應(yīng)的傳遞函數(shù)。

用錘擊法測(cè)量各頻響函數(shù)時(shí)，應(yīng)拆掉后橋、減振器和懸架彈簧，并將其移走，以消除激勵(lì)源耦合的影響;力錘在圖4所示的6個(gè)車身連接點(diǎn)的x，y，z 3個(gè)方向上分別進(jìn)行激勵(lì)，同時(shí)測(cè)量車內(nèi)目標(biāo)點(diǎn)的聲壓信號(hào)和18個(gè)參考自由度的加速度響應(yīng)，試驗(yàn)實(shí)況如圖5所示。

3.3 試驗(yàn)結(jié)果

將測(cè)得的各路徑激勵(lì)點(diǎn)到各參考自由度的頻響函數(shù)和50km/h時(shí)各參考自由度加速度頻譜代入式(6)，即可求得50km/h時(shí)各傳遞路徑耦合激勵(lì)力。將各傳遞路徑耦合激勵(lì)力頻譜和各激勵(lì)點(diǎn)到目標(biāo)點(diǎn)的聲-振傳遞函數(shù)代入式(5)，即可得到由輪胎引起的結(jié)構(gòu)傳播噪聲的合成噪聲，如圖6所示。

從圖6可以看出，車內(nèi)噪聲的模擬計(jì)算結(jié)果與測(cè)試數(shù)據(jù)吻合較好，證明計(jì)算結(jié)果可信。各傳遞路徑對(duì)車內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)量可由耦合激勵(lì)力和聲-振傳遞函數(shù)根據(jù)式(5)計(jì)算得出。

由于主要問題頻率為50Hz，所以圖7只列出了50Hz時(shí)各路徑對(duì)車內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)量。

從圖7可以看出，左右后橋連接點(diǎn)z向和左減振器z向在傳遞路徑上貢獻(xiàn)較大，要解決后排噪聲問題，必須對(duì)這幾條路徑進(jìn)行優(yōu)化。

3.4 改進(jìn)措施

影響結(jié)構(gòu)傳播噪聲的主要因素是激勵(lì)力和聲-振傳遞函數(shù)，因此結(jié)構(gòu)傳播噪聲貢獻(xiàn)分析可以從激勵(lì)貢獻(xiàn)和聲-振傳遞函數(shù)貢獻(xiàn)兩方面考慮。由于后橋的激勵(lì)貢獻(xiàn)大于其至車內(nèi)的聲-振傳遞函數(shù)的貢獻(xiàn)，因此，將改進(jìn)方向確定為減小后橋?qū)嚿淼募?lì)力。

后橋襯套剛度對(duì)后橋的隔振性能有很大影響，降低襯套的剛度能夠提高后橋的隔振性能，降低車內(nèi)噪聲，但是后橋襯套剛度降低會(huì)對(duì)整車的操縱穩(wěn)定性能有影響。為兼顧操縱穩(wěn)定性和隔振性，特將后橋結(jié)構(gòu)進(jìn)行修改，使其襯套成“外八字”形，該種結(jié)構(gòu)可以產(chǎn)生y方向的分力，在襯套剛度較低的情況下，仍然保證較好的操縱穩(wěn)定性，改進(jìn)前后結(jié)構(gòu)如圖8所示。

后橋改進(jìn)前后車內(nèi)噪聲頻譜如圖9所示。

圖9表明，對(duì)后橋結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)后，車內(nèi)噪聲在50Hz處降噪明顯(降低了4dB(A))，有效控制了結(jié)構(gòu)噪聲的傳遞，成功解決了該車輪胎/路面噪聲問題。由于改進(jìn)后橋使車內(nèi)噪聲達(dá)到可接受的范圍，因此未對(duì)左減振器z向傳遞路徑進(jìn)行改進(jìn)。

4 結(jié)論

在分析底盤激勵(lì)力及其傳遞路徑的基礎(chǔ)上，建立了路面和底盤振動(dòng)噪聲的結(jié)構(gòu)傳遞路徑分析模型，并進(jìn)行了結(jié)構(gòu)傳遞路徑試驗(yàn)，得到以下結(jié)論:

(1)利用矩陣求逆法計(jì)算出各傳遞路徑的耦合激勵(lì)力，并通過計(jì)算得到車內(nèi)目標(biāo)點(diǎn)的合成噪聲，計(jì)算結(jié)果與實(shí)測(cè)結(jié)果吻合較好;

(2)利用頻譜貢獻(xiàn)云圖分析了各結(jié)構(gòu)傳遞路徑對(duì)車內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)，結(jié)果表明，左、右后橋連接點(diǎn)z向和左減振器z向?qū)噧?nèi)噪聲的貢獻(xiàn)量較大。

(3)通過對(duì)后橋結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，降低了后橋?qū)嚿淼募?lì)力，有效控制了結(jié)構(gòu)噪聲的傳遞，成功解決了該車的輪胎/路面噪聲問題。

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